Курсовой проект вариант 5 (Косозубая цилиндрическая передача) / Detali_mashin_Kursovoe_proektirovanie_Dunaev_Lelikov_2004

пределения общего момента по потокам, силу F (Н) определяют по формулам (здесь С = 3,Кс= 1,2):

где da - делительный диаметр зубьев центральной ведущей шестерни (рис. 9.3); Та - Н мм;

где Th - вращающий момент на выходном валу-водиле, Н-мм, Ти = = Taur[\ а^ - межосевое расстояние передачи.

L Г

f/?; IF^

Рис. 9.2

На всех схемах сила F^ - консольная нагрузка от муфты, значение которой принимают по рекомендациям, приведенным в гл. 15.

Наиболее нагружены подшипники сателлитов. Требуемую динамическую грузоподъемность С^тр этих подшипников вычисляют по формуле

где Re = VRrK^Kj - эквивалентная динамическая нагрузка {R^ - радиальная реакция опоры, Rr = 2Ft; относительно вектора радиальной нагрузки вращается наружное кольцо; значения коэффициентов АГБ, К^^ см. табл. 6.4 и 6.5); агъ - коэффициент условий применения (см. разд. 6.3, для шарикоподшипников сферических двухрядных (723 = 0,5 ... 0,6); = - «/, и z^ - относительная часто-

200

9.3. Конструирование планетарных передач

На рис. 9.3 приведена наиболее распространенная конструкция планетарного редуктора, выполненная по схеме рис. 9.1, а.

При изготовлении деталей возникают погрешности, которые приводят к неравномерному нагружению потоков. Для компенсации этих погрешностей одно из центральных колес делают самоустанавливающимся {плавающим).

В конструкции по рис. 9.3 плавающее звено - центральная ведущая шестерня. В радиальном направлении эта шестерня самоустанавливается по сателлитам. В осевом направлении шестерню фиксируют с одной стороны торцом штыря 7, а с другой - зубчатой муфтой 2 с установленными в ней пружинными кольцами 3. Делительный диаметр зубчатой муфты 2 принимают, для простоты изготовления, равным диаметру da центральной шестерни. Диаметр муфты d^>d^+6m\ ширина зацепления Ь^ = (0,2 ... 0,3)

толщина неподвижного колеса S > 2,2т + 0,05Ьь, где т - модуль зацепления (мм), Ьь - ширина зубчатого венца неподвижного колеса b (мм).

На рис. 9.3 входной вал установлен на шариковых радиальных однорядных подшипниках с канавками на наружных кольцах и вставленными в них установочными кольцами. Применение установочных колец упрощает осевое крепление подшипников в корпусе (крышке) и позволяет выполнять сквозную обработку отверстия корпуса (крышки).

Подшипники установлены по схеме врастяжку. Это решение в данном случае наиболее простое. Однако возможны и др> гие исполнения этого вала. Некоторые из них представлены на рис. 9.4, а - г. Во всех вариантах подшипники располагают один от другого на расстоянии b = (2,0 ... 2,2)а. Концы валов могут быть выполнены по любому из вариантов, приведенных на рис. 12.1, 12.4 ... 12.8.

201

ы

о

ы

Рис. 9.

аb

Рис. 9.4

Ведущий входной вал получает движение от электродвигателя в этом случае через соединительную муфту, полумуфту которой устанавливают на конический или цилиндрический выступающий конец вала.

При конструировании мотор-редуктора зубчатую муфту / соединяют непосредственно с шестерней 2, установленной на валу фланцевого электродвигателя, как показано на рис. 9.5.

203

Чтобы сателлиты самоустанавливались по неподвижному центральному колесу, необходимо применять сферические шариковые подшипники. При большой радиальной нагрузке вместо шариковых применяют роликовые сферические подшипники (рис. 9.6). Толщина обода сателлита, мм: S>2m-^ 1.

Выходной вал редуктора выпол-

няют литым из высокопрочного чугуРис. 9.6 на марки ВЧ50 или ВЧ60 зацело с во-

дилом (см. рис. 9.3) или при единичном и мелкосерийном выпуске - из стали и соединяют его с водилом сваркой (рис. 9.7, а), посадкой с натягом (рис. 9.7, б), шпоночным (рис. 9.7, в) или гилщевым соединением (рис. 9.7, г).

л

гШ

г._.[ т

Подбор посадки производят по методике, описанной в разд. 5.3. Водила выполняют целыми литыми из стали или из высокопрочного чугуна, как показано на рис. 9.3, сварными по рис. 9.8 или составными, скрепленными шестью винтами и тремя штиф-

тами (рис. 9.9).

204

Вариант

Рис. 9.8

Диски сварного водила обычно выполняют круглыми. Возможно также выполнение в виде равностороннего треугольника. На рис. 9.8 в правой проекции на верхней правой части показан вариант такого исполнения.

В конструкциях водил, приведенных на рис. 9.3, 9.8 и 9.9, оси сателлитов имеют по две опоры. В последнее время все чаще водила конструируют с одной консольной опорой для осей сателлитов.

Рис. .

205

Рис. 9.10

На рис. 9.10, приведена конструкция планетарного редуктора с консольными осями сателлитов. По рис. 9.10, а привод осуществляют через соединительную муфту, а по рис. 9.10, б - непосредственно от вала фланцевого электродвигателя.

9.4.Пример расчета и конструирования мотор-редуктора

спланетарной передачей

Рассчитать и сконструировать мотор-редуктор с планетарной передачей (рис. 9.11) по следующим данным: мощность электродвигателя Рэ = 7,5 кВт, частота вращения вала электродвигателя

206

= 1440 мин"^; передаточное число г^ред = 10; колеса прямозубые; требуемый ресурс (срок работы) Z/, = 10000 ч; производство крупносерийное.

Этот пример относится к случаю 3 задания исходных данных (см. с. 6).

Решение. Частота вращения выходного вала «вых = « т = «э/^ред = 1440/10 = 144 мин"^

Вращающие моменты:

- на валу электродвигателя (1.20)

Za = 18. При числе сателлитов С = 3 условие сборки (9.4) выполнено: 18/3 = 6.

Тогда по формуле (9.2) числа зубьев других колес (см. рис. 9.1):

-неподвижного колеса b с внутренними зубьями

-сателлитов g

Zg = 0,5 {Zb-Za) = 0,5 (16218) = 72.

Условие соосности (9.3) выполнено: 162 = 18 + 2 • 72 = 162. Условие соседства (9.5) выполнено:

(72+ 2) <(18+ 72) sin (180^/3),

74 < 77,94.

Примем для колес сталь марки 40ХН с термообработкой по варианту III, т.е. колеса и шестерня подвергаются термообработке

улучшению и последующей поверхностной закалке с нагревом ТВЧ. Твердость сердцевины 269 ... 302 НВ, поверхности 48 ... 53 HRC. Средняя твердость колес HRCcp = 0,5(48 + 53) = 50,5 или после перевода в твердость по Бриннелю НВср = 490 (см. с. 18).

207

Абсцисса точки перелома кривой усталости: по контактным

Определим относительные частоты вращения:

- центральной шестерни п'а = па-щ = 1440144 = 1296 мин"^;

-сателлита = п'а Za Izg = 1296 • 18/72 = 324 мин"^ Число циклов перемены напряжений в зубьях:

-ведущей центральной шестерни (9.7)

=60«;Z'/,C = 601296- 10000-3 = 2,33-10^;

-сателлита (9.8)

60 n'gL'h =60 •32410000= 1,9- 10^

Так как N'a и N'g больше Nhg И Nfc, то коэффициенты долговечности Khl = 1 и Kpi = 1.

По формуле табл. 2.2 находим допускаемые напряжения: [а]я= [а]яит = 14 HRQp + 170 = 14 • 50,5 + 170 = 877 Н/мм^;

^ [а];г=[а];.и, = 310Н/мм1 Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно

следует определить значения некоторых коэффициентов. Для прямозубой передачи коэффициент межосевого расстояния Ка = 49,5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами примем Кс =1,2. Примем коэффициент ширины колеса \\fba = 0,315. Передаточное число u' = Zg/Za = 72/18 = 4. Коэффициент ширины \\Jbd = 0,5 Ц1ьа (w' +1) = 0,5 • 0,315(4 + 1) = 0,787. По формуле (2.9) при 5'= 8 коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий АГ^р = 1 + 2\\/ьи /S = = 1 + 2 0,787/8 = 1,2. Число сателлитов С = 3.

Предварительное значение межосевого расстояния по форму-

208

Ширина сателлита g: bg = \\fba a'v^ = 0,315 • 72 = 22 мм.

большую сторону до ближайшего стандартного значения (с. 22): т = 1,75 мм.

Окончательное значение межосевого расстояния передачи Gy, = Q,Sm{Za + Zg) = 0,5 • 1,75(18 + 72) = 78,75 мм.

Окончательные размеры колес. Делительные диаметры (2.23):

da = Zam = 18 • 1,75 = 31,5 мм; 4 = Zgm = 72- 1,75 = 126 мм; db = Zbm= 162 • 1,75 = 283,5 мм.

Диаметры окружностей вершин da и впадин df (2.24):

daa = da-^2m = 3\,5 + 2' 1,75 = 35 мм;

. ^ J^/ = J^-2,5/w = 31,5-2,5-1,75 = 27,125 мм; dga = 4 + 2/72 = 126 + 2 • 1,75 = 129,5 мм;

Пригодность заготовок колес

Ааг = йГ^а-^6мм = 35 + 6 = 41 мм, 5'3ar = 0,5 6^=0,5 -22= И мм.

Обе величины значительно меньше предельных допускаемых величин Z)np, 5'пр (см. табл. 2.1). Следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес.

Окружная сила (9.10) при Та = Т^

2КсТа /(С da) = 2- 1,2 • 49,7 • lOV (3 • 31,5) = 1262 Н.

209